同軸式二級減速器計劃說明說

同軸式二級減速器計劃說明說作者:日期:目錄1 .題目及總體分析22 .各主要部件選擇 23 . 選擇電動機 34 .分配傳動比 35 .傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 36 .設計高速級齒輪 47 .設計低速級齒輪 98 .減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 131軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計 142軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 213軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 279 .潤滑與密封 3210 .箱體結(jié)構(gòu)尺寸 3211 .設計總結(jié) 3312 .參考文獻 33一。題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為 7600N,運輸帶速度為00 9m/s,運輸機滾筒直徑為365mm自定條件：帶式輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載啟動；輸送帶速度允許誤差土5%;室內(nèi)工作，有粉塵，兩班制工作（每班按8h計算），使用期限10年，大修期3年；在中小型機械廠小批量生產(chǎn)。減速器類型選擇：選用同軸式兩級圓柱齒輪減速器.整體布置如下：圖示：1為電動機，2及6為聯(lián)軸器，3為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低 速級齒輪傳動，7為輸送機滾筒。輔助件有：觀察孔蓋，油標和油尺，放油螺塞,通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位 銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等.。二.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜 齒，低速級做成 直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三。選擇電動機目的過程分析結(jié)論根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步 電動機功率工作機所需有效功率為 Pw= FX V= 7600NX 0.9m/s 圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為41=0。972球軸承傳動效率（四對）為"2=0.994彈性聯(lián)軸器傳動效率（兩個）取“3 = 0。9932輸送機滾筒效率為"4=0.96電動機輸出后效功率為Pr-P27600 0.9 2 8.0KW12340.972 0.994 0.9932 0.96要求電動機輸出 功率為Pr 8.0kW型號查得型號Y160L-6封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率kW=11渦我轉(zhuǎn)速r/min=970滿載時效率%=87滿載時輸出功率為 Pr Pe11000 0.87 9570WPr略小于Pd在允許范圍內(nèi)選用型號Y160L- 6封 閉式三相異步電動機四。分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳n' （8動比nm傳動系統(tǒng)的總傳動比i其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的nw總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min ; nw為工作機輸入軸白轉(zhuǎn)速，r/min.計算如下 nm 970r/min nW 60v60 90047.1mind 3.14 365i 8 40 （兩級圓柱齒輪）40） 47.1 3761884970i 20.59 2147.1i15.42，得 i2 3.87.i1 5.42i2 3.87五。傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳 動 系 統(tǒng) 的 運 動 和 動 力 參 數(shù) 計 算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為 0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各 軸的轉(zhuǎn)速分別為 叱、力、啊、叫、鼻 ；對應于0軸的輸出功率和其余各 軸的輸入功率分別為 與、弓、 丐、與、與；對應于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其 余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 0、 鼻、弓、心、豆；相鄰兩軸間的傳動比分別為山、/、3 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為砧、后、如、外4。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機。軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min )no=970ni=970n2=i78。 97n3=46。 25n4=46。 25功率P(kw)Po=8.0Pi=7。94P2=7.62P3=7.32P4=7.i9轉(zhuǎn)矩T(N m)To=78。8Ti=78。17T2=406。 6iT3=i5ii.48T4=i484。64兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比iioi=1ii2=5.42i23=3。87i34=i傳動效率刀 0i=0。993r i2=0o 96Y 23=0.96打 34=0。944六。設計高速級齒輪目的過程分析結(jié)論選 相 度 等 級、 材 料 和 齒 數(shù)i）選用斜齒圓柱齒輪傳2）選用7級精度3）材料選擇。小齒輪材料為4 0 C r （調(diào)質(zhì)，硬度為2 8 0 HB S ,大齒輪材料為4 5鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為2 4 0 HBS二者材料硬度差為4 0 HB44） 選小齒輪齒數(shù)Z i= 2 4 ,大齒輪齒數(shù)Z2= i i - Z i=5.42X 24=i30。08,取Z2=i3i。選取螺旋角。初選螺旋角i4目的過程分析結(jié)論按式（i0-2i）試算，即按 齒 面 接 觸 強 度 設 計2立 u 1(ZhZe)2d u h1 )確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1 )試選 Kt 1.6(2)由圖1 0 3 0，選取區(qū)域系數(shù)Z h 2.433(3)由圖 10 2 6 查得 10.7820.88121.66(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩4 -.工 78.17N m 7.82 10 N mm(5 )由表1 0 7選取齒寬系數(shù)d 1(6 )由表1 0 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8MPa1/2(7)由圖1 0 2 1 d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限himi 600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlm2 550MPa(8)由式1 0 1 3計算應力循環(huán)次數(shù)9Ni 60njLh 60 970 1 (2 8 300 10) 2.8 10N2 2.8 109/5.42 0.52 109(9)由圖1 0 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)Khni 0.90 Khn2 0.95(10)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1 % ，安全系數(shù)為S=1,由式1 0 1 2得hi KHN1 Hlim10.9 600MPa 540MPaSKH2 HN 2 Hhm 20.95 550MPa 522.5MPaSh ( hi H2)/2 (540 522.5)/2MPa 531.25MPa目的過程分析結(jié)論2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1t 32 1.6 7.82 1046.422.433 189.8(2 )計算圓周速度dim1.665.42531.25251.29mmv 60 10003.14 51.29 97060 10002.60m/s(3 )計算齒寬b及模數(shù)mntb ddt1 51.2951.29mmd1t cos mnt-Z151.29 cos14 2.07mm24h 2.25mnt 2.25b/h 51.29/4.662.07 4.66mm11(4 )計算縱向重合度按齒面接觸強度設計0.318 dZ1tan 0.3181 24 tan 141.903(5 )計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA 1根據(jù)v 2.60m/s, 7級精度,由表1 04查得KH 1.12 0.18(10.6由圖10 8查得動載荷系數(shù)KV1.11.12 0.18(1 0.612)由圖1 0 1 3查得 KF假定 KAF1 100N/mm, d1故載荷系數(shù)KKaKvKhl)20.2310 3b0.23 1051.291.421.35由表1KH0 - 3查得1 1.1 1.4KH1.42(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1 0 1KF 1.42.19目的過程分析結(jié)論按 齒d1 d1t3；K/Kt 51.292.19/1.6 56.95mmd156.95mm面(7 )計算模數(shù)mnm mn2.3mm接觸d1 cos56.70 cos14c強mn 2.3mm度Z124設計(2KT1Y cos2 Y, YS由式07mn 32FddZ1 Fi)確定計算參數(shù)(i)計算載荷系數(shù)KKAKVKF KF 1 1.1 1.4 1.35 2.08(2 )根據(jù)縱向重合度1.903,從圖1 0 2 8查得螺旋角影響系數(shù)Y 0.88按 齒(3 )計算當量齒數(shù)根,Zi24cc”ZV133 . .26.27彎coscos 14曲rZ2131強ZV2 -3 3一 143.40coscos 14度設(4)查取齒形系數(shù)計由表 10 5 查得 YFa1 2.592 YFa2 2.194(5)查取應力校正系數(shù)Mil 0 5 查得 YSa11.596YSa2 1.783(6 )由圖1 0 2 0 c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 380MPa(7 )由圖1 0 1 8查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)K FN10.85 K FN 20.88目的過程分析結(jié)論按 齒 根 彎 曲 強 度 設 計(8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S= 1。4,由式1 0 1 2得K FN1 FE1 0.85 500.F 1 303.57MPaS1.4riKFN2 FE2 0.88 380 9oo qcMPaF 2 238.86MPaS1.4(9 )計算大小齒輪的 YFaYSa fYFa1Ysa12.592 1.596 八”。-Fa7叫0.01363F1303.57YFa2Ysa2 2.194 1.783 八 0.01638F2238.86大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設計計算齒數(shù)Z128Z2 1522 2.08 7.82 104 0.88 cos214一mn 3'2 0.01638 1.67mm1 242 1.66對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn = 2o 0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 56.95mm來計算應有的齒數(shù)。于是由乙 d18s56.95 cos14 27.63mn2取 Z1 28JJZ2 i1Z15.42 28 151.76Mz2 152幾 何 尺 寸 計 算(乙 Z2)mn (28 152) 2 號一1)計算中心距a185.5mm2cos2 cos14將中心距圓整為186mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角(Zi Z2)mn(28 152) 2 ” 5arccos'arccos- 14.592a2 186因值改艾小多，故參數(shù)、K 、ZH等不必修正。中心距a =186mm螺旋角14.590目的分析過程結(jié)論3 ）計算大、小齒輪的分度圓直徑分度圓直徑diZimn28 257.7m md157.7mmcos cos14.59d2314.1mmd24 ）計算大dfiZ2m2152 2314.1mm2.5 2 52.7mm齒根圜1=T徉幾 何cos cos14.59、小齒輪的齒根圓直徑d1 2.5mn57.7df1df 252.7mm309.1mm尺d f 2d2 2.5mn 314.12.5 2 309.1mm齒輪寬度寸 計5 ）計算齒輪寬度B160mm算bdd1 1 57.7 57.7mmB255mm圓整后取B2 55mm ； B1 60mmFt票 d12 781700 2710N合適57.7驗算KaE i2710 八 b43.5N / mm 100N / mm57.7合適七.設計低速級圓柱直齒傳動目的設計過程結(jié)論選 士 7E齒 輪 相 度 等 級、材 料 及 齒 數(shù)a）選用7級精度b）由表1 0 1選擇小齒輪材料為4 0 C r （調(diào)質(zhì)），硬度為2 8 0 H B S ,大齒輪材料為4 5鋼（調(diào)質(zhì) ），硬度為2 4 0 HB4c） 選小齒輪齒數(shù)Z124 ,大齒輪齒數(shù)Z2 i2乙3.87 24 92.9取 Z2 93目的過程分析結(jié)論按 齒 面 接 觸 疲 勞 強 度 設 計由設計計算公式10 9 a進行試算，即因 u 1 ZE 2d1t 2.323：1J-A (_)2 d d u H1 )確定公式各計算數(shù)值(1 )試選載荷系數(shù)Kt 1.3(2 )計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 95.5 105P2/n2 95.5 105 7.62/178.9740.7 104N mm(3 )由表1 0 7選取齒寬系數(shù)d 1(4)由表1 0 6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE 198.8MPa1/2(5 )由圖1 0 2 1 d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 550MPa(6)由式1 0 1 3計算應力循環(huán)次數(shù)Ni 60n2jLh 60 178.97 1 (2 8 300 10) 5.16 108N2 5.16 108/3.87 1.3 108(7)由圖1 0 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)Khni0.90 Khn2 0.95(8)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1 % ,安全系數(shù)為S-1,由式1 0 1 2得K,hi0.9 600MPa 540MPaSKsc ，一H20.95 550MPa 522.5MPaS2)計算(七)試算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入h中的較小值,cc1.3 40.7 1 04 4.87 /189.82 一d1t 2.323，()2 103.14mm13.87 522.5目的過程分析結(jié)論按 齒 面 接 觸 疲 勞 強 度 設 計(八)計算圓周速度vd1t n2103.14 187.97 >/v60 io。 1.01m/s60 1000(九)計算齒寬bb dd1t 103.14(十)計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) mnt 旦 0 4.30mmZ124止m h 2.25mnt 2.25 4.30 9.68mmb/h 103.14/9.68 10.46(寸一)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v 1.01m/s, 7級精度，由圖1 0 8查得動載荷系數(shù)KV 1.03假設KAFt /b 100N / mm ,由表1 o 3查得KHKf 1.2由表102查得使用系數(shù)KA 1由表1 04查得-22_3KH 1.12 0.18(1 0.6 d) d 0.23 10 b1.12 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10 3 103.14 1.432由圖1 0 23查得Kf 1.35故載荷系數(shù) K KAKVKH KH 1 1.03 1.2 1.427 1.76 A V HH(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1 0 1 0 a得d1 d1tqK/Kt103.143/1.76/1.3 114.10mm(7)計算模數(shù)mm d1 /Z1 114.10/24 4.75分度圓直徑d1 114.10mm模數(shù)m=4o 73按齒 根彎由式1 0 5得彎曲強度的設計公式為曲強 度設 計mn 3,2KTi Yf YsdZ； f目的分析過程結(jié)論按 齒 根 彎 曲 強 度 設 計目的結(jié)論按 齒 根 彎 曲 強 度 設 計a)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值1) 由圖1 0 2 0 c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 380MPa2) 由圖10 1 8查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 0.85 KFN2 0.883) 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1 % ，安全系數(shù)為S-1。4,由式1 0 1 2得F1 KFN1 FE1 0.85 500 MPa 303.57MPaS1.4KFN2 FE2 0.88 380F2MPa 238.86MPaS1.44) 計算載荷系數(shù)KKAKVKF KF 1 1.03 1.2 1.35 1.67(5 )查取齒形系數(shù)由表 10 5 查得 YFa12.65 YFa2 2.21(6)查取應力校正系數(shù)由表 1 0 5 查得 YSa1 1.58 YSa2 1.775齒數(shù)Z129Z2 113()計算大小齒輪的YFaYSa，并比較f反亙 2.65 1.58 0.01379F1303.57陵/ 2.21 1.775 0.01642f 2238.86大齒輪的數(shù)據(jù)大b)設計計算'2 1.67 40.7 104 m 3/2 0.01642 3.37mm11 242對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強 度計算白模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù) 3。37,并就近圓整為標準值 m = 4o 0mm。幾 何 尺 寸 計 算分析過程分度圓直徑d1 116mmd2 452mm齒根圓直徑df1 106mmdf2 442mm中心距a 284mmB1125mmB2 120mm驗算按接觸強度算得白分度圓直徑d1 114.10mm算出小齒輪齒數(shù) Z1 d1/m 114.10/4 28.53 取Z129大齒輪齒數(shù)Z2 i2乙 3.87 29 112.2 取Z2 113驗算合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計（中間軸）1. 1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結(jié)論輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設1 .輸入軸上的功率P 7.94kw,轉(zhuǎn)速n1 970r/minT1 7.82 104N mm2 .求作用在車輪上的力Ft 型 2 7.82 1042711 Nd157.7FrFtlanan- 2711.201020Ncoscos14.59Fa Ft tan 2711 tan14.59705.66N3 .初定軸的最小直徑選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1 5 3 ,取 A112于是由式152初步估算軸的最小直徑 dmin AIR/5 112V7.94/970 23mm這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1 2 ,由于此處開鍵槽，校正值選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理計d1 2 23 (1 5%) 24.15mm ,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 TcaKAT1查表14-1 B KA 1.3,則查機械設計手冊(軟件版)，選用GB50141985中的HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000N- mm。半聯(lián)軸器的孔徑 24mm,軸孔長度 L = 32mm ,J型軸孔，C型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為 HL1 24 * 32GB50141985,相應地，軸段1的直徑d1 24mm,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，故取l1 30mm目的過程分析結(jié)論輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計4 .軸的結(jié)構(gòu)設計1 )擬定軸上零件的裝配方案(見前圖)2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,1 2軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度h 0.07 0.1d ,故取2段的直徑 d2 27mm(2)初選型號6 0 0 6的深溝球軸承 參數(shù)如下d D B 30 55 13 da 36mm Da 49mm 基本額定動載荷Cr 19.5KN 基本額定靜載荷 Cr 8.3KN故d3 d7 30mm軸段7的長度與軸承寬度相同，故取卜13mm(3)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，4應略大與d3，可取d4 36mm.齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段 4的長度l4應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b 60mm ,故取 l4 58mm(4 )齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑， 軸肩高度h 0.07 0.1d ,取 d5 40mm, l5 1.4h,故取 l5 6mm為減小應力集中，笄考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據(jù)6006深溝球軸承的定位軸肩直徑 da確定，即d6 da 36mm(5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取H 12mm ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器 軸的尺寸（mm）:d124d227d330d4 36d540d636d730l130l259l3 35l458l56l614l713械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端離 K=20mm。l2(C s B) e K 59mm故 l3B s H (b 14) 35mm16(H s) 15 14mm取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L1 82.5mm, L2 70.5, L3 55.5mm目的過程分析結(jié)論(6)鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵 鍵C 8* 28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm齒輪：選普通平鍵 鍵 10*56GB10951979 t=5mm h=8mm5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承鍵的設計目的LPCtttTITTTPolN由F HENiITrrrTrr過程分析2)計算支承反力輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置、鍵 的 設 計在水平面上Ft2711F1H F 2H1355.5N22在垂直面上FrL3 Fado1020 55.5 706.96 577 nM20,Ev -r-a-22 611.2NL2 L370.5 55.5故 F2vFr F1v 1020 611.2 408.8N總支承反力F1 F；F121355.52611.221486.92NF2. F22HF2V,1355.52408.821415.80Nc) 畫彎矩圖M1H M2HFih L2 1355.5 70.5 95562.75N.mmM1v Fiv L2 611.2 70.5 43089.6N.mmM 2v F1v L2 Fa d 2 22731 .31N.mm2222故 M 1、Mih M1v v95562.7543089.6104828.21N mmM 2 ，.,M 2H M 2v95562.752 22731.312 98229.08N mm4)畫轉(zhuǎn)矩圖6校核軸的強度C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面2 23 bt(d t)310 5 (36 5)3W 0.1d 0.1 36 3998mm2d2 36.、2- _、23 bt(d t)310 5 (36 5)3Wt 0.2d- 0.2 36- 8663.8mm2d2 36目的過程分析結(jié)論輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置、鍵 的 設 計M 104828.21 “c-ab 26.2mpam 0W3998T 2 9.02mpaa m 彳 4.51mpa軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理.由表15-1查得 B 640mpa1 275mpa , 1 155mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及按附表3-2查取.因L 0.03 ,登1.2,經(jīng)插值后可 d30d30查得2.091.66又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q 0.74q 0.77故有應力集中系數(shù)按式(附34)為k 1 q (1) 1 0.74(2.09 1) 1.81k 1 q (1) 1 0.77(1.66 1) 1.51由附圖32得尺寸系數(shù)0.77;由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.88由附圖3-4得0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1,則按式312及3-12a得綜合系數(shù)值為k1. 1.811K11 2.440.77 0.92 k 11.511K 1 1 1.81 0.88 0.92由31及 32得碳鋼的特性系數(shù)0.10.2,取0.10.05 0.1,取0.05目的過程分析結(jié)論輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計于是，計算安全系數(shù) Sca值，按式(15-6) (15-8)則得C1275S 1 4.29K am 2.44 26.2 0.1 0c1155S 1 18.52Kam1.81 4.5 0.05 4.5amcS ScSca， 22 4.18 S 1.31.5故安全Js2 s27按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6,則<M 2 ( T)2 caw20.45mpa查表15-1得1=60mpa,因此ca 1 ,故安全。8校核鍵連接強度4Ti4 78170聯(lián)軸器：p L 77.5mpadhl 247(2882)查表得p120150mpa。pp故強度足夠.ppp4T14 78170“c1Al輪：p23.6mpap d4hl36 8 (56 10)查表得 p120150mpa. pp故強度足夠.ppp9.校核軸承壽命軸承載荷軸承1 徑向：Fr1F1 1486.92N軸向：Fa1Fa 705.66N軸承 2 徑向：Fr2F2 1415.80N軸向：Fa2 0因此，軸承1為受載較大的軸承，按軸承1計算鍵校核安全Fa1Fr1705.66 - 0.47 e1486.92軸校核安全輸入 軸的 設計 及其 軸承 裝置、 鍵的 設計按表在表13-6, fp1.0 1.2 ,取p14.7 ,則相對軸向載荷為fp 1.0按表13-5注1,對深溝球軸承取 pf0Fa14.7 705.661 25Co83001.2513-5中介于1.031.38之間，對應的e值為0.280.3, Y值為1。551.45(1.55 1.45) (1.380 1.08)線性插值法求 Y值 Y 1.45 -1 1.541.380 1.03軸承選用6006深 溝球軸承，校核安 全壽命（h ）為Lh 27159故 P fp(XFr YFa) 1.0(0.56 1020 1.54 705.66) 1658NLh106 (60n PCr)31061950060 97016583)27953h. . '查表13-3得預期計算壽命Lh1200 Lh2. 2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結(jié)論選軸的材料為411。中間軸上的功率 P2 7.62kw,轉(zhuǎn)速n2 178.97r/min5鋼，調(diào)質(zhì)處理轉(zhuǎn)矢1 T2 40.661 104 N mm中2 .求作用在車輪上的力間高速大齒輪：軸_ 42T2 2_40.7.10, 2591.5N日勺d2314.1設tanantan20計Fr1Ft1n 2591.5 974.7N及coscos14.59其Fa1'tan 2591.5 tan14.59 674.6N軸低速小齒輪：承2T2 2 40.7 104裝Ft227017 Nd1116置、鍵Fr2 Ft2tanan 7017 tan 202554.0N的設3 .初定軸的最小直徑選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理計根據(jù)表15-3 ，取A112于是由式15-2初步估算軸的最小直徑目的過程分析結(jié)論中 間 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝置、 鍵 的 設 計dmin A3 F27n； 1123.7.62/178.97 39.1mm這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1 2，取軸段1的直徑d1 39mm4 .軸的結(jié)構(gòu)設計1)擬定軸上零件的裝配方案(見前圖)2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1 )初選型號6309的深溝球軸承參數(shù)如下d D B 45 100 25 da 54mm Da 91mm 基本額定動載荷Cr 52.8KN基本額定靜載荷 Cr 31.8KN 故d1 d5 39mm軸段5的長度與軸承寬度大，故取l5 51mm(2)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d3r應略大與d2，可取d3 54mm。齒輪左端用套筒固定 ，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段 2的長度l2應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b1 55mm,b2 125mm，兩齒輪間的間隙l3 50mm,取故取l2 53mm。選用HL 1型彈性 柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸(mm):d139d2 45d354d452d5391512 533 504 1235 51(3 )軸端4的長度l4應略小于齒輪輪轂長故取l4 123mm .(4 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取H 12mm ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離 K=20mm。故 l1 (C s B) e K 51mm取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L1 76.5mm, L2 140mm, L3 73mm目的過程分析結(jié)論中 間(5 )鍵連接。高速齒輪：選普通平鍵 鍵12*50 GB1095 1979 t=5mm h=8mm低速齒輪：選普通平鍵 鍵12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.軸的受力分析軸 的F 2HFit F2t Fih 5972.8N設在垂直向上計 及M20,FivFr2L3 FaJ、Fir (L2 L3)/ 214QA anz其LiL2L3軸 承故F22vFriF2r Fiv2032.4N裝置、鍵 的 設總支承反力Fi而;Fi2,3689.72 i496.32 398i.56NF2F F 2HF2VJ5972.82 2032.426309.iN計3 )畫學矩圖Mih FihLi3689.7 76.5 282262 N .mmM ivFivLi I496.3 76.5 ii4466.95N.mmM，iv FivLiFia % 75340 N.mmM 2H M2HF2H L3 5972.5 73 4360i4.4N.mmM2v M2vF2vL3 2032.4 73 i48365.2N.mm故M 1J(M1H )2 (M1v)2304589.i0N mmM22_-2<M 2h M 2v 460565.73N mm4 ) 畫轉(zhuǎn)矩圖6校核軸的強度低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故低速小齒輪剖面為危險剖面W 0.1d3bt(d2_2t) 一3 i2 5 (54 5)i44i2 .5mm3O. 1 542d2 54目的過程分析結(jié)論八八，3 bt(d2_2d c=3 i2 5 (54 5) 330i58 mmWT 0.2d2d0.2 542 54中 間 軸M 304589.10 a b - 21.13mpaW 14412.5的 設m 0計T T 13.5mpaa m 6.75mpa及WT2其軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理.由表 15 1查得軸 承B 640mpa 1 275mpa ,1 155mpa。截面上由于軸肩而形成裝置、r 1 6的理論應力集中系數(shù)及 按附表3-2查取。因上 16 0.030 ,d 54鍵D 1.02，經(jīng)插值后可查得的d設 計2.091.66又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為q 0.78q 0.83故有應力集中系數(shù)按式(附3-4)為k 1 q (1) 1 0.78(2.09 1) 1.85k 1 q (1) 1 0.83(1.66 1) 1.55由附圖32得尺寸系數(shù)0.72;由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.85由附圖34得0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1,則按式3-12及312a得綜合系數(shù)值為，/ k1/1.811K1 1 2.440.77 0.92“ k 1/1.511K11 1.810.88 0.92由3 1及 3 2得碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2 ,取0.10.05 0.1,取0.05目的過程分析結(jié)論于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（156）（15 8）則得軸校核安全2752 5.032.44 21.13 0.1 0155 12.35 m 1.81 6.75 0.05 6.75S S一4.66 S 1.31.5S2 S2故安全7按彎矩合成應力校核軸的強度軸承選用6307深 溝球軸承，校核安 全壽命（h ）為Lh 28084中 間 軸 的 設 計 及 其 軸 承置、鍵 的 設 計目的對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6,ca22M2( T)2W39mpa查表15-1得18校核鍵連接強度高速齒輪：查表得 口p低速齒輪:查表得 p=60mpa,因此ca 1,故安全.4T2d3hl444120150mpa。4T2 pd3hl120150mpa。9.校核軸承壽命軸承載荷軸承1徑向:Fr1軸向:軸承2徑向:軸向:217980 65mpa8 (50 12)pP故強度足夠。pp444 217980 “c36.2mpa8 (90 12)p故強度足夠。pFa1Fr2Fa23981.65N674.6NF2因此，軸承 1為受載較大的軸承，按軸承6309.1N1計算過程分析結(jié)論中間 軸的 設計 及其 軸承 裝置、 鍵的 設計-a1 0.17 e,查表 13 5 得 X=1,Y=Q 按表 13-6, f° 1.01.2,Fr1 3981.65p取fp 1.2,故Pfp(XFr YFa) 4777.98N,106 Cr 3Lh ()3 12567h 60n P查表13-3得預期計算壽命Lh 1200 Lh3。3軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結(jié)論輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、鍵 的 設 計1 .輸出軸上的功率 鳥 7.32kw,轉(zhuǎn)速n3 46.25r/min轉(zhuǎn)失1T3 151.1 104N mm2 .求作用在車輪上的力2T32 151.1 104Ft - 9621 Nd2314.1FrFt tan an 9621 tan 203502N3 .初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1 5 3，取A 112于是由式152初步估算軸的最小直徑dminAVP/n.60mm這是安裝聯(lián)軸器處min333軸的最小直徑d1 2,由于此處開鍵槽，取dmin60 1.05 63mm,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca KAT1查表 141 取Ka 1.3 , 則Tea KAT3 1.3 151.1 104 1964300N mmCaA 3查機械設計手冊（軟件版），選用其中的 LTZ10型彈性柱銷聯(lián)軸器，其 公稱轉(zhuǎn)矩為 2000N- m .半聯(lián)軸器的孔徑 65mm ,軸孔長度 L= 107mm ,J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為LTZ1065 * 107 GB/T4233-2002，相應地，軸段1的直徑d1 65mm,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，故取11107 mm4 .軸的結(jié)構(gòu)設計1）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度目的過程分析結(jié)論輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、鍵 的 設 計(1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1 2軸段右端需制處一軸肩 ，軸肩高度h 0.07 0.1d ,故取2段的直徑 d2 70mm(2)初選型號6315的深溝球軸承參數(shù)如下d D B 75 160 37C. 112KN C. 76.8KN故d3 d7 75mm 軸段7的長度與軸承寬度相同，故取I7 37mm(3)軸段4上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應略大與d3，可取d4 80mm。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段4的長度I4應比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b 120mm ,故取 l4 117mm(4 )齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段5的直徑，軸肩高度h 0.07 0.1d ,取 d5 85mm, l5 1.4h,故取 l5 11mm為減小應力集中，笄考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據(jù)6313深溝球軸承的定位軸肩直徑 da確定，即d6 da 87mm(5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取H 12mm ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm取軸承寬度C=50mm由機械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間l2 (C s B) e K 35mm的距離 K=20mm。故l3 B s H (b l4) 60mml6 (H s) l5 9mm取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得 L1 98.5mm ,L2 98.5, L3 107.25mm6)鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵鍵C 10*80 GB1095- 1979 t=6mmh=10mm 齒輪:選普通平鍵 鍵 20 * 90 GB1095-1979t=7。5mmh=12mm5。軸的受力分析1 )畫軸的受力簡圖2 )計算支承反力選用LTZ10型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（mm）:d165d2 70d375d4 80d585d687d7 7511 10712 3513 6014 11715 1116 917 37Ft 9621一在水平面上F1HF2H - 4810.5N22在垂直面上F1v F2v Fr/2 3502/2 1751N目的過程分析結(jié)論輸 出 軸 及 其 軸 承 裝置、鍵 的 設 計總支承反力F13 ）畫彎矩圖M1H5119NF2再M 2HF12 V4810.52 1751.52Fih L2 47384.25 N.mm目的過程分析結(jié)論M2v M1v F1v L3 187848N.mm故 M1 M2 qM12H Mi2v193732 N mm4）畫轉(zhuǎn)矩圖6校核軸的強度C剖回左側(cè)，因駕矩大，后轉(zhuǎn)矩， 為危險剖面還啟鍵槽引起的應力集中，故C剖面左側(cè)W 0.1d3 bt(d2d3MC OX 3 bt (d近0.1t)2no”3 20 7.5 (75 7.5)2337631mm79819mm3輸 出 軸 及7 52 75 _ _ _ _、 2 ”3 20 7.5 (75 7.5)vvtu/uU.N_2d7 52 75其 軸 承 裝置、 鍵abTTWt軸的材料為 45M 47384.25 , “八1.26mpam 0W 3763119mpaa m -2 9.5mpa剛，調(diào)質(zhì)處理.由 表 15-1 查得的 設B 640mpa,1275mpa1 155mpa .截面上由于軸肩而形成的理論計應力集中系數(shù)及按,，r附表3-2查取.因一d0.031 , 65D 751.15，經(jīng)插值后可查得d 652.0,1.31又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為q 0.82,q 0.85,故有應力集中系數(shù)按式（附3-4）為k 1q (1) 1 0.82(2.0 1) 1.82k 1q (1) 1 0.85(1.31 1) 1.26由附圖3-2得尺寸系數(shù)0.67；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.82由附圖3-4得0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1,則按式312及312a得綜合系數(shù)值為k11.821K 1 1 2.800.67 0.92目的過程分析結(jié)論輸 出 軸 及 其 軸 承 裝置、鍵 的 設 計k 11.261K 1 1 1.62 0.82 0.92由3 1及32得碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2,取0.10.050.1,取0.05丁TE,計算安上不數(shù) Sca彳且,按式(156)(15 8)則得c1275S 77.9K am 2.80 1.26 0.1 0c1155S18.8K am 1.81 9.5 0.05 9.5cS ScC/Sca-.8.7S1.31.5故安全JS2 S27按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6,則7m 2 ( T)2caW24mpa查表15-1得1